3347 乳化液泵設計,乳化,設計 附表 2：2007 屆畢業(yè)設計（論文）學生答辯申請表班級：學 生 姓 名 指導教師設計（論文）題目申請理由：（簡述設計（論文）工作過程、主要設計結果（論文內容） 、是否獨立完成）簽字： 日期：指導教師意見：（學生設計（論文）是否符合要求，是否同意答辯） 簽字 日期： 乳化液泵設計緒論 1.1.選題的意義乳化液泵作為一種通用機械，在國民經(jīng)濟各個領域中都得到了廣泛的應用。它是井下綜合采煤工作面支護設備的動力源泉，其工作狀態(tài)好壞與安全生產密切相關，要實現(xiàn)煤礦井下安全作業(yè)，提高采煤工作效率，防止出現(xiàn)重大設備安全事故，保障乳化液泵井下安全運行是十分必要的一個環(huán)節(jié)。乳化液泵是煤礦井下支護作業(yè)和安全生產的重要裝備與工具，其傳動方式簡單可靠，量大面廣，具有高效低耗、安全可靠、移動靈活輕便、操作簡單，無污染的特點，深受廣大煤礦工作者的歡迎 。這些產品填補了國內空白，擁有多項國家專利，其核心技術上具有完全自主知識產權，處國內領先水平。乳化液泵在其他行業(yè)也有廣泛的應用，市場的需求量特別大。1.2乳化液泵的用途乳化液泵站是井下綜合采煤工作面支護設備的動力源泉，煤礦井下支護作業(yè)“外注式單體液壓支柱” 及“ 液壓支架 ”的專用小型推移式注液設備，也是支護作業(yè)更換維修的不可缺少的工具。 該泵具有體積小、重量輕、操作簡便、移動靈活、工作平穩(wěn)可靠和高效、節(jié)能、安全的特點，尤其是在空間狹小的坑道口、掘進頭、低煤層和回采面等地段，更是一般大型注液泵站無法替代的產品，深受廣大煤礦工作者的歡迎。乳化液泵是要實現(xiàn)煤礦井下安全運行的十分必要的一個環(huán)節(jié)。由于乳化液泵具有流量均勻、壓力穩(wěn)定、運轉平穩(wěn)、強度高、脈沖小、油溫低、噪聲小、使用維護方便等特點， 所以還廣泛適用于管道清洗、工件清洗、玻璃清洗、工程掘進等。1.3設計的理論基礎研究的內容及方法乳化液泵在許多行業(yè)中都有廣泛的應用，通過對流體力學、液壓傳動、機械制圖和流體機械等的學習對設計有了一定的理論基礎，在實習過程中到車間的參觀和對泵的一些零部件及工作原理的認識使我對乳化液泵的設計有了基本的思路，利用理論課學過的知識進行理論分析熱力學分析和對比計算，再通過查閱資料與分析計算相結合進行方案的設計，根據(jù)計算校核進行及時的修改和設計修訂，實現(xiàn)優(yōu)化設計，并能很直觀的反映出乳化液泵的內部結構和工作原理。通過對比設計證明方案是可行的。1.4乳化液泵的發(fā)展狀況及趨勢隨著經(jīng)濟的發(fā)展在很多生產技術領域內，廣泛使用著以曲柄連桿機構為傳動方式的柱塞泵。此種傳動方式，簡單可靠，量大面廣。從小型的實驗室計量泵到超過 1 MW的大功率石油鉆井泵，以及油田注水、壓裂、固井、輸油、輸液等工況往復泵，幾乎均被此種傳動方式所覆蓋，可謂獨領風騷、經(jīng)久不衰， 。應該肯定，以往對傳統(tǒng)往復泵的理論研究和實驗研究，系統(tǒng)完整，揭示其運動規(guī)律與動力特性，對發(fā)展生產技術將繼續(xù)發(fā)揮重要作用。但與任何其它事物的發(fā)展過程一樣，恰恰在對傳統(tǒng)往復泵工作機理研究逐步深入并取得積極成果的同時，也開始認識到傳統(tǒng)的曲柄連桿機構所決定的運動與動力特性局限了其自身的應用范疇及發(fā)展。通過以上分析可以領悟出一個道理，即在曲柄連桿機構傳動的往復泵中，其所以要發(fā)展三缸泵、四缸泵、五缸泵、六缸泵甚至七缸泵等多缸泵，從動力學特性的本質上來判斷，都僅僅是為了盡可能減少疊加加速度，以減小液流慣性損失，以及減小疊加排量波動度，以改善吸入性能和排液工藝質量，即采用增加結構復雜性的手段來改善曲柄連桿傳動方式的動力特性與運動特性，這在機械設計中是常見的事情，但其所付出的代價是巨大的。在傳統(tǒng)的曲柄連桿機構傳動的往復泵發(fā)展過程中，排量、壓力的波動以及吸入系統(tǒng)慣性損失對自吸性能的嚴重影響，始終制約著泵速的提高。雖然排出預壓空氣包、吸入緩沖器及吸入灌注泵的配套使用能在一定程度上緩解這些矛盾，但不是從根本上解決問題，所以，20 世紀 80 年代初期出現(xiàn)的“適當增長沖程長度、合理降低額定泵速、發(fā)展中速往復泵”的技術路線。這種對策的實質，實際上就是對曲柄連桿機構往復泵適用范圍的標定，也就是說，在綜合考慮運行工況、使用條件、制造水平、基礎工業(yè)水準的條件下，曲柄連桿機構的往復泵只適應在中速或較低的泵速下才能確保其運動的可靠性。如果提高泵速，則必須附加排出端減振裝置和吸入端灌注設備。在這種情況下，由于提高泵速所導致的減小往復泵體積及質量的優(yōu)點，將被附屬設備復雜程度的提高、質量的增加以及維修成本的增加抵銷得一干二凈。也就是說，企圖在單純的參數(shù)設計上提高泵速、縮短沖程來減小往復泵的體積與質量，主觀愿望在情理之中，客觀效果在意料之外，因而限制了它的進一步發(fā)展。但任何事物的發(fā)展都存在矛盾，并且任何新生事物也只能在一定的領域內具有適應性，歸納起來，有以下幾點認識作為引玉之磚：(1)傳統(tǒng)的往復泵，仍將繼續(xù)在生產技術領域內發(fā)揮巨大作用，一般地說，在中速和較低的泵速下，可靠性程度較高， “適當增長沖程長度、合理降低泵速”的技術路線仍是切合實際和具有現(xiàn)實意義的。(2)恒排量往復泵，以發(fā)展三缸單作用型式為宜，如果盲目增加缸數(shù)，其效果將與發(fā)展恒排量泵的宗旨背道而馳，如果毫無顧忌地提高泵速，也將引起單缸內的汽化并使工況惡化，因此，凸輪傳動的恒排量往復泵的參數(shù)設計，似宜為“適當縮短沖程長度、合理提高額定泵速” 。(3)恒排量往復泵對油田注水泵、增壓注水泵、注聚合物泵特別適應，具有現(xiàn)實的技術開發(fā)價值，并將對驅油泵(特別是稠油泵)等有特殊工藝要求的泵的發(fā)展起促進作用。(4)傳統(tǒng)往復泵與恒排量往復泵，在相當長的歷史階段內必將長期共存，并按技術特征、工況條件、工藝要求、經(jīng)濟效益來劃分其各自占領的領域、各揚其長、各得其所、互相補充、共同發(fā)展。第一章 總體方案的確定２.１泵型的選擇及特點泵可以分為機動泵、手動泵、柱塞泵、隔膜泵、計量泵、立式泵、臥式泵、對置式泵、軸向平行式泵等，這些泵之間有著密切聯(lián)系。2.1.1機動泵及其共同特點：用獨立的旋轉原動機（如電動機、柴油機、汽油機等）驅動的泵，稱為機動泵。用電動機驅動的泵又叫電動泵。機動泵通常由液力端、傳動端、減速機，原動機及其附屬設備（潤滑、冷卻系統(tǒng)等）所組成。機動泵的共同特點：⑴.瞬時流量脈動而平均流量（泵的流量）Q 只取決于泵的主要結構參數(shù) n（每分鐘往復次數(shù)） 、S(柱塞的行程)、D（柱塞直徑）而與泵的排出壓力幾乎無關，當n、S、D 為確定值時，泵的流量是基本恒定的。?、?泵的排出壓力 P 是一個獨立參數(shù)，不是泵的固有特性，它只取決于排出管路的特性而與泵的結構參數(shù)和原動機的功率無關。⑶.機動泵都需要有一個把原動旋轉運動轉化為柱塞往復運動或隔膜周期性彈性變形的傳動端，故一般講，結構較復雜，運動零部件數(shù)量較多，造價也較昂貴。常見的幾種機動柱塞泵的參數(shù)范圍主要用途（介質）泵型 Qhm3??P2ckgfNspmS D S??30Umns?DN化工用泵（化工介質）臥式三聯(lián)單作用柱塞泵5.5～5.6 25～320 24～26065～22045～1151.5～2.5 0.4～1.07.5～225液壓機（乳化液）臥式三聯(lián)單作用0.7～120 50～500 110～80020～28016～1600.7～5.6 0.5～1.840～550柱塞泵2.1.2直接作用泵及其特點液力端柱塞與動力端直接連接的泵，通稱為直接作用泵。動力端的工作介質可以是蒸汽，壓縮氣體（通常是空氣）或有壓液體（一般是油） 。其中最常用的是蒸汽，也叫蒸汽直接作用泵。直接作用泵通常由液力端、動力缸，配汽（氣或液）機構及其它附屬設備所組成。直接作用泵的共同特點：⑴.瞬時流量脈動較小，平均流量（泵的流量）也只取決于 n,D,s.但在蒸汽泵中，由于蒸汽源的壓力是恒定的，因此當在蒸汽進口截流時，進入汽缸（動力缸）的蒸汽量和蒸汽壓力將同時發(fā)生變化，相應的柱塞速度和或 n 將發(fā)生變化，從而泵的流量就不能恒定；另一方面，如果泵的排出壓力增高時，由于汽缸內蒸汽壓力不變，所以柱塞速度（或 n）就會自行降低，泵的流量也隨之減小。故蒸汽直接作用不會過載。⑵.泵的排出壓力取決于管路特性，因此，對于直接作用泵來講，泵的最大排出壓力取決于它和動力端工作介質的壓差。這樣一來，安全閥就可設置工作介質一側，既可以保護動力源設備又使操作上比較安全。⑶.直接作用泵無須具備由旋轉運動轉化為柱塞往復運動的傳動端，因此，就泵本身來講，結構較簡單，易損件少，造價也較低廉。但對于需要自備動力源的直接作用泵，泵機組還是較為復雜的。⑷.直接作用實現(xiàn)流量調節(jié)則較為方便，只要改變工作介質的流量就可以達到泵的流量調節(jié)的目的。⑸.直接作用泵，特點是蒸汽直接作用泵，因無產生火花的動力裝置，因此適用于要求防火的場合。⑹.直接作用的型式較少，只有雙聯(lián)（缸）雙作用，雙聯(lián)（缸）單作用，單聯(lián)（缸）雙作用或單聯(lián)（缸）單作用幾種有限的型式。由于上述特點，直接作用泵使用范圍沒有機動泵那樣廣泛。目前，蒸汽直接作用泵主要用于輸送石油及其副產品，如石蠟、瀝青等；以氣或液體為工作介質的直接作用泵則主要用作產生高壓或超高壓的增壓泵。2.1.3手動泵及其特點用人力通過杠桿機構驅動柱塞做往復運動的泵，稱為手動泵。手動泵的特點：⑴.泵的流量和均勻度均無定植，它取決于人力在單位時間內的操作次數(shù)和操作均勻程度。⑵.泵的排出壓力取決于排出管路特性和排出端壓力。泵的額定排出壓力則與泵的結構強度，液力端密封質量及人力大小有關。手動泵主要用于缺少動力或無須其他動力的場合。例如：簡易水壓試驗，簡易農藥噴霧、農村簡易深井提水，食品工業(yè)提升液狀物以及簡易消防用泵等。2.1.4柱塞泵及其特點在液力端往復運動副上，運動件上無密封元件的叫柱塞。相應的泵稱為柱塞泵.柱塞泵的特點：⑴.柱塞泵的柱塞形狀簡單，柱塞直徑可制得很小，但不宜過大目前所見到的柱塞直徑范圍大多在 D=3 ～150㎜,個別的達 200㎜。直徑過小，會遇到加工工藝上的困難，直徑過大，特別是臥式泵，因柱塞自重過大造成對密封的偏磨，影響密封的使用壽命。⑵.由于結構的原因，柱塞泵大多制成單作用的，幾乎不制成雙作用泵。⑶.因柱塞密封（填料箱）在結構上易于變形，在材料選擇上也比較靈活，故柱塞泵適用的排出壓力范圍較廣泛，且宜制成高壓泵。2.1.5 隔膜泵及其特點泵的液力端借助于隔膜（膜片、波紋管等）來組成工作腔，以隔膜周期彈性變形來代替柱塞的往復運動的泵，稱為隔膜泵。隔膜泵的特點：⑴.在泵的液力端以隔膜的靜密封代替了柱塞的動密封，因此可作到輸送介質絕對不外漏。因此，隔膜泵適于輸送易燃、易爆、劇毒、惡臭以及具有放射性等對人體有害的介質，也用于輸送純度高、價格昂貴的物料。對于強腐蝕、易揮發(fā)、易結晶以及磨礪性很強的懸浮液，有時也采用隔膜泵，以改善柱塞密封的工作條件，延長其使用壽命。⑵.為了保證隔膜的強度和使用壽命，隔膜的彈性變形撓度通常很小，故對隔膜泵來講，隔膜工作腔的行程容積不可能很大，否則其徑向尺寸就會很大。另外，隔膜泵的每分鐘的往復次數(shù)也較低。⑶.由于結構上的原因，隔膜泵的余隙容積較大，而且在泵的吸入過程中需要額外克服隔膜變形的阻力，故隔膜泵吸入性能較差，容積效率也較低。⑷.隔膜泵，特別是液力隔膜泵在結構上要比柱塞泵復雜，使用、維護的技術要求也較高。2.1.6臥式泵及其共同特點液缸或柱塞中心線為水平布置的泵，均稱為臥式泵。往復泵多為臥式泵，其共同特點如下：⑴.便于操作者觀察泵的運轉情況，拆、裝、使用、維修較為方便。⑵.機組在高度方向尺寸時，不需要很高的廠房；但在長、寬方向尺寸較大時,占地面積則較大。⑶.因為柱塞做水平往復運動，密封件在工作時須承受柱塞自重，容易產生偏磨，尤其當柱塞較重、懸臂很長時，這種現(xiàn)象更為明顯。⑷.臥式泵的機械慣性力水平分力較大，而泵的基礎承受水平分力的能力又較差，故臥式泵對基礎的強度和剛度要求較高。2.1.7 立式泵及其共同特點液缸或柱塞中心線是垂直布置的泵，稱為立式泵。立式泵的共同特點：⑴.高度方向尺寸較大，廠房高，但長、寬方向尺寸小， 、占地面積少。⑵.運轉時，柱塞密封不承受柱塞自重，不易產生偏磨。⑶.機械慣性力水平分力小，垂直分力大，而泵基礎有較強的承受垂直分力的能力，故對基礎要求不高。⑷.一般講，立式泵的吸排閥、吸排管布置上較困難，拆裝、維護也不太方便，特別是當液力端置于下側時更明顯。但當把液力端置于上側時，則有所改善。通過對以上幾種型式泵的特點的對比，再結合乳化液泵本身的結構特點及其用途，此次設計選用三聯(lián)單作用機動臥式柱塞泵。2.2液力端結構型式選擇在往復泵上把柱塞從十字頭處脫開一直到泵的進出口處的部件，稱為液力端，液力端是介質過流部分，通常由液缸體，活塞和缸套或柱塞及其密封（填料箱） 、吸入閥和排出閥組件、缸蓋和閥箱蓋以及吸入和排出集合管（或集液器）等所組成，液力端結構型式的選擇應與泵型及總體結構型式時，應遵循下述基本原則：⑴.過流性好，水力阻力損失小，為此，液流通道應力求短而直，盡管避免拐彎和急劇的斷面變化。⑵.液流通道應利于氣體排出，不允許有死區(qū)，造成氣體滯留，通常，吸入閥應置于液缸體下部，排出閥應置于液缸體頂部。⑶.吸入閥和排出閥應垂直布置，以利于閥板正常啟閉和密封，特殊情況下也可以傾斜和水平布置。⑷.余隙容積應盡可能小，尤其是對高壓短行程泵或當泵輸送含氣量大，易揮發(fā)性介質時，更應力求減小余隙容積。⑸.易損件壽命長，更換方便。⑹.制造工藝性好不同的泵有不同的液力端，甚至相同的泵型也有不同的液力端，因此液力端結構型式很難統(tǒng)一劃分，按泵的吸入閥、排出閥的布置型式、液流通道特性和結構特性可分為：直通式、直角式、階梯式。對于臥式三聯(lián)單作用柱塞泵的液力端選用直通式。2.3傳動端結構型式選擇往復泵上傳遞動力的部件叫傳動端，對于機動泵，傳動端是指從十字頭起一直到主軸（曲軸）伸出端（動力輸入端）為止的部件，如果是泵內減速的，則傳動端包括減速機構，如果是泵外減速的，則傳動端不包括減速機構，減速機獨立，如果是直聯(lián)泵則傳動端沒有減速機構，也無減速機。對直接作用泵，傳動端即指動力缸（汽缸、氣缸）等部件。機動泵的傳動端主要由機體、曲軸連桿、曲柄、十字頭及潤滑冷卻等輔助設備所組成， 。傳動端結構型式選擇也應和泵型及總體結構型式選擇同時進行，在選擇和設計傳動端時應遵循以下基本原則：1. 傳動端所屬主要零部件必須滿足泵最大柱塞力下是強度和剛度的要求。2. 傳動端內各運動副，必須是潤滑可靠，滿足比壓和 Pv 允許值，潤滑油溫升也限制在設計要求以內，必要時應有冷卻設備。⑶.在結構和尺寸要求允許的范圍內，應力求減小連桿比 )(l??這樣不僅可減小十字頭處的比壓，而且可減少慣性水頭的影響，從而可改善泵閥工作條件和泵的吸入性能。⑷.要合理的選擇液缸中心線的夾角，曲柄間錯角，力求使機械的慣性力和慣性力矩得到平衡，減輕對基礎的撓力載荷。⑸.傳動端，尤其是立式泵傳動端，應考慮重心的穩(wěn)定性。傳動端頂部應設有運轉時排氣，停車時封閉的排氣裝置，底部應設有排放潤滑油的油脂。⑹.拆、裝、檢修方便，大型泵的傳動端還應考慮到傳動端各零部件的起吊方式和措施。⑺.易損件及運動副應工作可靠，壽命長，更換較方便。⑻.加工、制造工藝性好。?450圖一 乳化液泵總裝圖1 隔腔蓋板 2 排液閥 3 油盒 4 排液閥芯 5 缸套組件6 柱塞 7 吸液閥體 8 吸液閥組件 9 油窗 10 聯(lián)軸器11 排液接頭 12 安全閥 13 齒輪軸 14 吸液接頭 15 軸承套 16 角接觸球軸承 17 曲軸 18 滑塊 19 十字頭 20 連桿螺栓21 連桿體 22 軸瓦 23 后蓋板 24 箱體第三章 泵的主要結構參數(shù)的選擇與確定3.1泵的主要尺寸參數(shù)的確定3.1.1給定設計參數(shù)工作介質：乳化液油（含 3﹪-5﹪乳油的中性溶液）排出壓力：P=35MP 排量：Q=80 minL往復泵柱塞個數(shù)：Z=3 個泵的排出壓力額定值僅取決于結構強度、液力端密封對對質量及原動機的額定功率而與流量無關。由公式 vvv KSnEDKASnEQt ????)1(240)1(60????= smvvmZZUD3)(832??式中： ──泵的實際流量， s3tQ──泵的理論流量， 3v?──泵的容積效率24DA??──柱塞截面積， 3m──柱塞直徑，S──柱塞行程長度，n──曲軸轉數(shù)（ rpm）或柱塞的每分鐘往復次數(shù) spmZ──泵的聯(lián)數(shù)（柱塞數(shù)）K──系數(shù) Ar??1（ —柱塞桿截面積， 2）= 2)(Dr（ r—柱塞桿直徑， m） 30snUm?──柱塞的平均速度， smDS?──程徑比由上式可知，流量 Q 與 n、 s、 、 rD、 Z等結構參數(shù)有關，如果在總體設計時預先選定了泵型和總體結構型式，那么 、 K即為已知，因此，決定 Q 的主要結構參數(shù)就是 n、 s、 和 r，對于柱塞泵則只有 n、 s、 三個主要結構參數(shù)。3.1.2柱塞直徑和行程的確定1.柱塞平均速度 的選擇mUm的大小直接影響泵各運動副零、部件的摩擦和磨損，特別是對柱塞及其密封這一對運動副的影響尤為顯著。 m不應選擇過大， mU過大摩擦和磨損嚴重，特別是當柱塞及其密封一旦嚴重磨損，泄露就將增加，流量下降，排出壓力也不能達到額定值。 mU也不能選擇過小，要獲得一定的 Q 值，當 一經(jīng)確定， D即為確定值如果 mU選擇過小， D值就必須較大，這樣一來。不僅使液力端徑向尺寸增加，而且因柱塞力是和2成正比的，傳動端受力也隨之聚增，從而會使泵的總體尺寸和重量增大。⑴.選取 m值的一般原則和方法可參考泵的有效功率 eN來選取，一般講， eN越大， mU也越大，反之則宜取較小值，因為 e大，柱塞力趨于增大，為了減小活塞力，或加大 s，或提高 n，其結果都使 mU增大。⑵.活塞平均速度 mU的確定m的大小主要與折合成單聯(lián)單作用泵的有效功率 ezN有關m= sKezt4.0式中： mU──柱塞平均速度，tK──統(tǒng)計系數(shù) 見表 2-5 t（0.18～0.8）ezN──折合成單聯(lián)但作用泵的有效功率， kwKZPQZPNez )1(62)1(62?????式中： Q──泵的流量， minL當選取 mU時 Qt?2P──泵的排出壓力， 2ckgf1──泵的吸入壓力， ，當 2P? 1或 為常壓事，全壓力 2P- 1?2Z──泵的聯(lián)數(shù)K──系數(shù) Ar??1，對于單作用泵 1?Ar K=0 對雙作用泵， 1?Ar 0?（ 取 0.3） kwkwKZPQNez 25.)10(36285)1(62???所以： smUeztm9..4.4.0??2.曲軸轉數(shù) n和柱塞行程長度 s的選擇當 mU選定后，柱塞的直徑可算出由公式 3nsm查表 2-6 常見泵型的 n 值范圍及建議值，對一般的臥式三聯(lián)單作用機動泵 n 值范圍現(xiàn)有產品（1810～720 sp）取in53r?nUSm.053892.03???通過圓整取行程 4對于機動泵 8(?L～16）S ?SL413.柱塞直徑的確定由經(jīng)驗公式： QZn???1式中： ──曲軸的轉數(shù) ──柱塞的行程長度nmirSm──柱塞的面積 ──聯(lián)數(shù)1S2──容積效率 ──泵的流量?QinL對于容積效率 v的選擇：當輸送常溫清水時 v?=0.80～0.98，當輸送石油產品、熱水、液化脛等介質時， v=0.60～0.80。對乳化液泵取 v=0.931 102586.9034.min53i8?????rLnSZQ?解出柱塞直徑214D?m4.程徑比 ??1.04.??S?5.吸入和排出管內徑 21d的選擇這兩個值的選取主要取決于吸入、排出管內介質的流速 1v和 2。 1、 2v過大；水力阻力損失過大，消耗能量多，泵的吸入性能差，而且容易產生液缸內空化和汽蝕以及泵的過流量現(xiàn)象； 1v、 2過小，管路和液力端尺寸較大。在往復泵中，通常要限制1v、 2值，尤其 值限制更重要，一般取值范圍是： 1?v～ sm2， 5.12?v～sm5.為了制造方便常常采用相同的 1v、 2值，即取 d，令 s0Qmd2914.38042121 ?????式中： 1d──吸入管內徑 d──排出管內徑 mQ──泵的流量 s3 1v──吸入管內介質的平均流速 s 2v──排出管介質的平均流速， sm3.2電動機的選擇3.2.1原動機功率的選擇與確定1.原動機的選擇 PSQKWNe27.36?式中：P──泵的全壓力 Q──泵的實際流量， minL也可以按下列公式計算： kwSkwPe 75.40612??式中： ──泵的全壓力， ──泵的實際流量，PcmgfQinL 2.泵的軸功率（輸入功率） KWNe??式中： ?──泵的效率，電動泵的效率范圍 6.0～0.9 取 9.0??kwNe83.59.74???3.原動機的功率 KWded'???d?──泵的傳動裝置效率 '──原動機的效率 取 'd?=0.99由于泵的效率 已包括了泵的傳動機構的摩擦損失，所以，泵的傳動裝置效率只與泵的減速機構的機械損失有關。當采用齒輪傳動時， 94.0?d～0.99（閉式） ；采用平皮帶傳動時 d?=0.92～0.98，三角皮帶傳動時 d?=0.90～0.94 kwkwNded 6.549.0.74' ?????3.2.2電動機的選擇圖二 Y250M—4 型電動機原動機功率儲備系數(shù) cK泵的型號 電動機的功率 W機動泵 2?6?10?20?20?儲備系數(shù) cK2 1.5 1.25 1.15 1.10kwNKdcd 51.96.41' ???通過圓整后取 kwNd5'查?機械設計課程設計?表 3-2 Y 系列電動機技術數(shù)據(jù)可知，選取 Y250M—4 型電動機 功率因數(shù) 0.88kwP5?AI.102min1480rn?6.92??第四章 主要零部件的設計4.1液力端主要零部件的設計柱塞泵液力端通常由液缸體和缸蓋，吸入和排出閥箱、閥蓋、缸套柱塞和填料箱以及進出口法蘭等。液缸體是柱塞泵中主要承受液壓的零件之一，由于它的形狀復雜、壁后不均，內有十字或 T 型交孔、應力集中大，而且是與輸送介質接觸，并承受內壓交變載荷，因此，它的設計合理性，對其壽命有較大的影響。特別是當輸送高溫、高壓、強腐蝕性介質時，應注意以下幾點：⑴.要選取合適的材料和熱處理方式，既要有較高的強度指標和抗腐能力，又要特別注意到材料對應力集中的敏感性。⑵.在結構設計上要求形狀簡單，壁厚均勻，內部流道孔相交也應盡可能減少，實踐證明；在同等條件下，T 型交孔要比十字型交孔的液缸體壽命長一些。⑶.如果加工工藝允許，在內部流道交孔應予導圓，并對加工表面做強化處理，以減弱應力集中的影響。⑷.如果在總體和液力端部件設計時就能注意到把液缸體內的高度應力集中部位和高度變載荷區(qū)分開來，將會有效地提高液缸體的使用壽命。液缸體的結構型式主要是服從本泵的總體結構型式和液力端結構選型，液缸體的結構特點可按泵的數(shù)分為單作用液缸體和雙作用液缸體。對于單作用柱塞泵適合于整體式液缸體，此形式的泵的多個工作腔在同一個塊體上，這種液缸體鋼性好，工作間距小，機加工量少，但工件較大。整體式柱塞泵液缸體除特殊型外，大多是由若干個垂直相交圓柱面流道孔所組成的一個多工作腔體。下圖是典型的液缸體剖視圖。圖（a）是吸入閥和排出閥組直通式布置的液缸體;圖(b)是吸入閥和排出閥互相垂直布置的液缸體.圖(a) 圖 (b)4.1.1液缸體壁厚的確定及強度校核1.液缸體壁厚的確定假定液缸體為一外圓半徑為 2r，內圓半徑為 1r的等厚壁圓筒且壁厚 ?相對輪?。?2r5.?）時，則可由薄壁筒公式確定壁厚： ??CPD??????1cm式中： ?──壁厚， 20 ──焊接系數(shù)，無焊接 ?=1P──缸內最大工作壓力， a3101D──液缸體內徑， m2?C──考慮鑄造偏心及腐蝕所留的裕量，一般取 3.0?C～ cm8對于球墨鑄鐵 ???280~6ckgf????cmPD5.41??????2.強度校核對于薄壁筒（ 5.12?r） ?????)(21CD???2cmkgf因為液缸體一般不焊接支管，所以 =1?????????????5.192)03.245.(3符合要求。圖二 缸套組件4.1.2.液缸體的材料及技術要求當泵的排出壓力不很高，流道孔及外形形狀比較復雜時，可采用鑄造液缸體，因為鑄造材料比鍛造液缸體重量輕，材料消耗少，加工量少，成本低?；诣T鐵毛坯應經(jīng)退火處理，消除殘余應力獲得盡可能接近珠光體的金相組織，軟化白口部分硬度，改善機加工性能和提高材料的機械、耐磨、耐腐蝕性能。當泵的排出壓力較高但低于，介質溫度又低于 200℃時，可采用球墨鑄鐵 QT45-5,QT60-2.球墨鑄鐵220cmkgf的球化率應大于三級，基本組織主要成分應是珠光體，盡可能減少炭化物。毛坯也應做退火處理，消除殘余應力。4.2傳動端主要零部件的設計4.2.1機體的組成及設計機動往復泵傳動端主要由機體、曲軸、連桿、十字頭等主要零部件所組成。機體是傳動端主要零部件之一，通常由機身、機蓋、軸承蓋等主要零部件所構成。1.機體的主要作用⑴.作為傳動機構和曲柄連桿機構的支承、定位及運動導向用；⑵.承受或傳遞泵的作用力和力矩；⑶.作為液力端的支承作用并用天安裝某些輔助設備。泵的機體，按其毛坯的形式可分為鑄造機體和焊接機體兩種。一般講，鑄造機體具體有較高的剛度和抗震能力，穩(wěn)定性好，易于獲得所需的強度，生產周期短，成本也較低，因而在柱塞泵中廣為應用。但鑄造機體壁厚較厚，整個機體很笨重，通常只適用于固定基礎安裝。焊接機體多采用低碳鋼組焊而成，重要較輕，便于移動。但此種機體剛性較差，制造周期長，成本高。通常只用于要求往常移動的泵。2.機體的結構設計機體結構設計的一般原則⑴.應有足夠的強度和剛度，在此前提下，力求重量輕 ⑵.結構上力求簡單，外形力求美觀。鑄造和機加工工藝性能應良好。在結構設計上要有便于制造、加工的基準面，以期能較好的保證各加工表面的幾何形狀、尺寸精度和形狀位置分差。不必要的加工表面應力求減小，簡化工表，縮短生產周期，降低成本⑶.便于曲柄機構和傳動機構的拆裝，調整和檢修，便于機體內部的清洗和潤滑油的排放和更新⑷.機體底部應有足夠的承重面積，盡可能的降低重心，保證其承載能力和泵運轉時的穩(wěn)定性。3.減速機構的設計由于從電動機軸輸出的轉速過高，采用泵內減速，即一級齒輪減速。1. 傳動比的計算查?機械設計課程設計?表 2-2 Y 系列電動機技術數(shù)據(jù)可知，選取 Y250M—4 型電動機 功率因數(shù) 0.88kwP5?AI5.102min1480rn?6.92??5.38.014?i式中： ──電動機轉數(shù)， ninr──電機效率?──曲軸的轉數(shù)，1mird2 d1ab圖三 減速機構⑵.選定精度等級、材料及齒數(shù)①.此機器為一般工作機器，速度不高，故選用 7 級精度②.選小齒輪材料為 40 (調質)硬度為 ，大齒輪材料為 45 鋼（調質）硬rCHBS280度為 HBS240③.選小齒輪齒數(shù) ，大齒輪齒數(shù) ，取241?Z4.612?iZ62?Z⑶.按齒面接觸強度設計 231)(.HEdtIt uTkd????①.試選載荷系數(shù) 2.1?tK②.計算小齒輪傳遞的轉矩 mNTP?????5104.395148095③.查?機械設計?表 10-7 選取齒寬系數(shù) d?④.查?機械設計?表 10-6 查得材料的彈性影響系數(shù) azMPZ8.⑤.查?機械設計?圖 10-21d 按齒面的硬度查得小齒輪的接觸疲勞極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限aHMP602lim?? aH502lim??⑥.計算應力循環(huán)次數(shù)由表 10-13 得 91 13.6)3082(140???hjLnN992 5.6.3.6??式中： ──齒輪轉速──齒輪每轉一圈時，同一齒面嚙合的次數(shù)j──齒輪的工作壽命（單位為 h）hL⑦.查?機械設計?圖 10-19 查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)89.01?HNK90.2?HZK⑧.計算接觸疲勞許用應力取失效概率為 1%。安全系數(shù) S=1??MPaSHNH534168.1lim1 ????K90.2li2⑷. 按齒面接觸強度設計計算①.試算小齒輪分度圓直徑 ，代入 中極小值Itd??H?mZuTKdEdtIt 78)495.1(56.21.043.2)(132. 2??????②.計算圓周速度 v snIt 0.6087.160???③.計算齒寬 b查?機械設計?表 10-7，取齒寬系數(shù) .d?mbIt 6078?????④.計算齒寬和齒高之比 h模數(shù) ZdmItt 25.31齒高 mt 1.725.???03.78hb⑤.計算動載荷系數(shù)根據(jù) ，7 級精度，查?機械設計?由圖 10-8 查得動載荷系數(shù) ，smv04.6? 15.?vK對于直齒輪，假設 ，查?機械設計?由表 10-3 查得 ，mNbFKtA10? 2?FH查?機械設計?表 10-2 查得使用安全系數(shù) 1?AK查?機械設計?由表 10-4 查得 7 級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置時 bdH 3210.)6.0(8.12. ???????代入數(shù)據(jù)后 426.78.1).(.0. 32????K由 查圖 10-13 得7.10?hb4261?H 5??FK故載荷系數(shù) ?HvA968.142.1.?⑥.按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 mKdtIt 0.78331 ??⑦.計算模數(shù) mmZd3.24801??⑸.按齒根彎曲強度設計由彎曲強度的設計公式為 ??321)(FsadYZKTm???確定系數(shù)①. 查?機械設計?由圖 10-20C 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 ，MPaFE501??大齒輪的彎曲疲勞強度極限 MPaFE3802??②. 查?機械設計?由圖 10-18 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 、82.01FNK8.2FN③.計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞系數(shù) 4.1?S??MPaSKFENF 8.294.15081???FEF 3.22?④.計算載荷系數(shù) ??FVAK= 863.15.21.??⑤.查取齒形系數(shù)查?機械設計?由表 10-5 查得 65.1?FaY0.2FaY⑥. 查取齒形系數(shù)查?機械設計?由表 10-5 查得 8.1sa 74.12?sa⑦.計算大小齒輪的 并加以比較??FSaY?0143.8.2956.1??FSa??7.32FSaY?⑹. 按齒根彎曲強度設計計算mm21.3074.2415.386.3 ????對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，反與齒輪直徑（即模數(shù)和齒數(shù)的乘積）有關，可取彎曲強度算得的模數(shù) 3.33 進行圓整為標準的值 ，按接觸強度算得的分度圓直3?徑 算出小齒輪齒數(shù)801?d 260.381mdZ通過圓整后取 231?Z大齒輪齒數(shù) ，取596.??i 52這樣設計出的齒輪傳動既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。⑺.幾何尺寸計算①.計算分度圓直徑 mZd0.69.321???m152②.計算中心距 da 720.6.9()(21 ????③.計算齒輪寬度 mdb0.5.69801???取 mB52?mB51?⑻.驗算 NdTFt 87955.8014321??mbKCA 0.9.7??由驗算可知符合要求。4.2.2曲軸 曲軸是把原動機的旋轉運動轉化為柱塞往復運動的重要部件之一。工作時，它為承受周期性的交變載荷，產生交變的扭轉應力和彎曲應力。1. 曲軸的結構特點和選擇對于乳化液泵采用兩支承三曲拐曲軸型式，這種型式的曲軸因具支承少，使曲軸和機體的加式量減少，傳動端裝配也簡單。相反的，因曲柄錯角為 120o的三拐二支承曲軸不能簡化成平面曲軸，故受力狀況復雜，剛度和強度較差，在同等條件下就顯得粗笨。曲軸典型結構及各個部位⑴.軸端軸心線與曲軸旋轉中心同心的軸向端部叫軸端。曲軸通常有兩端，軸的外伸端叫前端。因前端一般均與原動機或機泵外減速機相連接，并作為總扭矩的輸入端，故前端也叫輸入端。相對的另一端叫后端，也叫尾端。⑵.軸頸軸頸包括主軸頸，支承軸頸和曲柄銷。主軸頸系指軸端上安裝主軸承或曲軸支承中間軸承上的部位。顯然支承軸頸須與主軸頸同軸心。曲柄銷是指曲軸上與連桿大頭連接的部位（也叫連桿軸頸） ，它與主軸頸不同心。⑶.曲拐，曲柄，曲柄半徑曲軸上連接主軸和曲柄銷或連接兩相鄰曲柄銷的部位叫做曲柄，前者又稱為短臂，后者又稱為長臂。曲柄與曲柄銷的組合體稱為曲拐，靠近主軸頸的曲拐較短又叫短拐。連接兩曲柄銷的拐較長，又叫長拐。由主軸頸中心（亦即旋軸中心）到任意曲柄銷中心的距離稱為曲柄半徑。①曲拐布置或曲柄錯角選定曲軸的拐數(shù)和曲軸柄錯角主要取決于泵的型式，聯(lián)數(shù)和作用數(shù)的選擇。曲柄錯角的選擇還應考慮有利于減小流量不均勻度，慣性力和慣性力矩的平衡并有利于兩主軸頸處撓曲交形相接近，對于三聯(lián)單作用泵取曲柄錯角為 120o（各錯角均等） ，而且若以靠近曲軸輸入端為第一曲柄，并以它為基準，順旋轉方向計算時，第二曲柄與第一曲柄間的錯角取為 240o，第三曲柄與第一曲柄的錯角則取為 120o。這樣才有利于主軸頸處的交形（傾角）接近。特別軸前端主軸頸外伸部位有附加力矩時，更是如此。②曲軸支承和軸承選擇　　　　對于二支承三拐曲軸的剛度較差，主軸承處的主軸頸變形傾角較大，故主軸承多采用允許傾角較大的向心球軸承而很少采用滑動軸承。⑷.軸頸鑄造曲軸則因鑄造工藝能夠獲得較為復雜的形狀，故軸頸可采用空心結構。內孔徑約為外圓直徑的 2/5～1/5，空心結構可以減輕曲軸重量，降低材料應力集中，使應力分布均勻，有利于提高曲軸的疲勞強度（一般空心比實心軸可提高疲勞強度約 50%） 。⑸.曲柄采用橢圓形的曲柄，材料利用最合理，疲勞強度高。但對自由鍛造曲軸，曲柄外形需靠模加工成型。⑹.過渡圓角泵工作時，軸頸與曲柄連接處最容易形成應力集中，而導致曲軸早期破壞，因此在此處應取圓滑過渡的圓角以提高曲軸的疲勞強度。⑺.油孔曲軸軸頸一般采用有壓潤滑油強迫潤滑和冷卻，為此曲軸內應有油孔作為潤滑油的通道。曲軸主油孔（軸向）直徑一般?。?.07～0.08）D（其中 D 為曲柄銷直徑） 。但最小不應小于 4mm。曲柄銷上的徑向油孔直徑比主軸孔直徑略小，一般取 0.05D。其出口與軸頸表面相貫處，應倒圓、拋光，以避免此處應力集中和降低曲軸疲勞強度。倒圓的圓角半徑約為油孔直徑的一半。⑻.軸端軸端常見的形狀是：前端多為圓柱體或圓錐體。后端多為圓柱體。圓柱軸端加工方便，但拆裝較困難。圓柱面配合一般取 HT/K6 或 HT/js6,光潔度▽7。圓錐軸端便于拆裝，但加工較麻煩，錐面錐度一般取 1：10 也可取 1：15 或 1：20，光潔度▽7。因前端為總扭矩輸入端，故前端多有鍵槽以備安裝鍵來傳遞扭矩。⑼.軸封軸前端為外伸端，為防止?jié)櫥陀赏馍焯幮孤?，在相應的機體處應設軸封，最常用的軸封是橡膠軸封和毛氈軸封。2.曲軸結構設計圖四 曲軸1. 曲軸銷直徑確定 htDt t1圖五曲拐軸的曲柄銷直徑 D（圖五）可按經(jīng)驗公式初步確定～ 4.5(?cmP)27式中：P──最大柱塞力，t ～ （ ──柱塞力）.1(ax?1)5P對于二支承三拐曲軸系數(shù)應取偏大值cmPD58.34.??通過圓整后取 cmD0.4?⑵.主軸頸 t cmt 40.1).~9(??一般曲拐主軸頸變形傾角最大，故考慮到主軸承傾角允許值且應根據(jù)主軸承內徑進行圓整，此外，當確定主軸頸尺寸時，還應顧及到軸頸重疊度 ，應盡可能避免DS等于零或接近于零甚至于小于零的情況（見圖六）DSD+S0Dt Dt -S0圖六3. 軸頸長度軸頸長度還應滿足曲柄銷問題（即液缸中間距）a 的要求12tLa??式中： ──曲柄厚度， ──曲柄兩側臺肩厚度t4. 曲柄厚度～5.0(?t cmDc5.246.0)7???式中： ──曲柄銷直徑D⑸.曲柄寬度 h～4.1( cc0.8.1)式中： ──曲柄銷直徑⑹.曲柄半徑 r msr2?⑺.核算軸頸重疊度相鄰兩曲柄銷處 13.0)3(0 ???DrS式中： ──曲柄銷直徑D主軸頸與曲柄銷處 5.0)2(0 ????rSt⑻.連桿大頭軸瓦寬度 cmDb2.)65.~4(?式中： ──曲柄銷直徑D⑼.曲柄長度～2.0(??bLc35.02)5???⑽.曲柄厚度 t長臂 ～ 取5.0(1?cmD4.6.)7?t.短臂取 cmt2⑾.曲柄寬 h～4.1(?c0.645.1)8??式中： ──曲柄銷直徑D⑿.校核液缸中心距 a mtL5.3.215.21?????式中： ──曲柄長度 ──曲柄厚度Lt式中： ──長臂曲柄厚度1tcmt25.01?3.曲軸受力分析作用在兩支點三拐曲軸上的力有：作用在曲柄銷中點的集中力─切向力 和徑向iT力 的作用在主軸頸上的支反力 ；作用在輸入端主軸頸上的總扭矩 。iRBAN, M4.曲軸外力計算yPi'RiIhZPDiCiTi r βw圖七 作用在曲軸銷上的外力切向力 ，徑向力 ，支反力 及軸前端載荷 均是作用在曲軸上的外力，總的iTiRBAN, cF輸入扭矩則是作用在曲軸上的外力矩 。這些力和力矩都是曲柄轉角的函數(shù)。對于三M聯(lián)單作用泵在統(tǒng)一瞬間，作用在各曲軸銷上的力方向不同，若設第一曲柄轉角 ，21??則第二曲柄轉角為 第三轉角 。?240????1203???當三聯(lián)泵任一柱塞處于吸程階段 時，其活塞力 ，當任一柱塞)8(???i 0iP處于排程階段 其柱塞力 且是一常量，當任意柱塞處于前、)36180(???i 24PDi后死點 或 ，不考慮運動副的間隙）柱塞力將有一突變或由 突增??i??i ?i到 或相反。24PDi?? FC'L123456L78ABNzTRt1NzM0y31yet2tdcbaM圖八 作用在主軸頸上的外力 ， 和力矩AyNBM通過查表 5-5 兩支點三拐曲軸外力（力矩）可知作用力名稱 符號 作用點 計算公式往復慣性力 wiI十字頭銷中點 )cos(2iiwirmI????旋轉慣性力 h曲柄銷 2Ih活塞力 iP活塞端 當(42PD??)36018???當????綜合活塞力 'i十字頭銷中點 'i mwiiI?連桿力 ciP沿連桿中心線 ?cos'iiP徑向力 iR曲柄銷中點 hiicii IR?)(?切向力 iT曲柄銷中點 sniiiT?輸入扭矩 M輸入銷主軸頸 （阻力矩）0321)(Mr?軸前端 A 點的支反力 AyN軸前端主軸頸中點 [aNAY???241)(yyFlclb]cead)(20?[aNAZ1????242)()(ZZlFlcb]ceFld0?軸尾端 B 點的支反力 BYN軸尾端主軸頸中點 [By 2412)()( yyla?]czela3?[NBZ1?242)()( ZZl FlFb???]czzrd?3?支反力在垂直于軸曲柄中線方向的投影AciNBi軸前端主軸頸 中點軸尾端主軸頸中點iAzAyci N?ossin1)c(iBzBiN??1. 往復慣性力 )2cos(2iiwirmI ????式中： ──每聯(lián)往復運動部分質量，wmkgf──曲柄半徑 r──曲柄角速度 ?srad30n???──曲柄半徑 與連桿長 之比?llr?──曲柄轉角 ?rt?在泵的初步計算時最大往復運動部分的質量可按最大活塞力估計： )1(2maxax????rPwkgfs2式中： ──最大柱塞力 ，maxPkgfax2ax4D?──柱塞直徑 ；Dc──泵的最大排出壓力，max2 2cmkf當 )1(2ax????rP)2cos()12max?????rPIi ?01????240???0312???2.maxPIi? .16max2PI?? .6max3PI?=321.428 =-160.714 =-160.7142. 旋轉慣性力 2rIh?mkgfsmgbh)1(?式中： ──轉化到曲柄銷中心的曲拐不平衡質量，bmsf2?──連桿質量，g skf2?──轉化成往復運動質量的系數(shù)，一般為 K=0.3～0.4.對高速泵取小K值對低速或中速泵取大值。 grlDmcib124??式中： 材料重度 cr81.7dkgfrc取 92??Ih 79hI mskfh210??在液缸內液體壓力的作用下，對活塞端和缸蓋則產生大小相等，方向相反的力 P。稱為柱塞力 P：AP??kgf式中： 柱塞的截面積 24DA??2cm──液缸內液體的壓力，在實際計算時可用泵的最大排出壓力代替PmaxaxAP???kgf=1905.753. 活塞受拉為正?01????240??0312???75.9?P75.192??PP4. 綜合柱塞力 mI??'式中： ──活塞力，Pkgf ──往復慣性力，?Ikgf──摩擦力， mP一般情況下因與活塞比較，摩擦力很小可以略去。32.1584'???46.20'??P714.60'3??P5. 連桿活塞力 ?cos'ici查表（4-4）i?cos132.1584??cP 984.062??cP=-2098.1679.07.63c=163.17966. 徑向力 hiicii IPR??)os(??通過查表 4-6)cos(ii???hcIPR?11 hcIPR??)os(22??=-105.322 =2847.634hcI?)os(33?=1372.567. 切向力 )sin(iiciPT????通過查表 4-5)sin(ii???32.1584??T56.1322?968.123?T8. 輸入扭矩 487.)(321???rTM通過查表 5-6 兩支點三拐曲軸可知1348?AyN096?AZN912BYN3.601??BZN4931 63790961AC182?AC 863?AC -1096 -3721.8 4818.426.01?BCN2.76512?BCN47.8253??BCN601.26 5223.86 -5825.125.曲軸強度校核由于曲軸承受交變載荷，其破壞形式多半是由疲勞引起的，因此，在通常情況下，應按疲勞強度校核，但在實際計算過程中為了簡化計算過程，往往把曲柄所受載荷看成是內應力幅等于最大內應力的對稱循環(huán)載荷。略去應力集中和尺寸系數(shù)對計算結果的影響而代之以選用較大的安全系數(shù)，這樣一來，就可使復雜的疲勞強度校核具有靜強度校核的簡單形式，即用靜強度校核代替疲勞強度校核。1. 靜強度校核靜強度校核時，首先要判定曲軸可能產生最大內應力的截面（危險截面）及其相應的曲柄轉角相位 （危險相位） ，對于三聯(lián)單作用泵，因為有三個曲柄轉角相錯?120°的柱塞在工作，上述位置并不包括一切可能產生最大內力的相位，一般講應該至少每隔 °，求出一系列的曲柄外力和需要截面的內力，從中尋找最大值，從而10??來確定危險相位，顯然，這一計算過程是相當煩瑣的。此外，由表 5-7 計算所求得的、 、 ， 的單向最大值，還不能全面反映對應截面的合成效果，而且按某xMyzB一強度理論進行合成時，截面的實際應力還應與截面形狀尺寸有關，也就是說，內力最大的截面，未必是內應力最大的截面。對兩支點三拐曲軸，按表 5-6，5-7 順序進行詳細計算并且假定表 5-7 那 23 個截面都具有直徑相同的圓形截面的斷面模數(shù)下，求出 三個的矢量，和ZyxM分別求出了對應的 、 、 以及矢量和的相位角 這22zyxM?maxMayma 1?一計算結果表明：①.所有軸頸兩端主軸頸和各曲柄銷各截面的矢量和最大值（ ）22zyxM?max均在 °， 時產生，這正是各軸頸產生最大內力的危險相位。01??24PD?②.在假定各軸頸截面尺寸相同情況下，在第Ⅱ曲柄銷中點（截面 12）截面最大，其次是截面 13 處，再次是截面 6 和 19，截面 6 和 9 最大內力數(shù)值上大體相同實際上只校核 6 和 12 兩個截面就可以了。③短臂曲柄截面 2 雖然內力和較小，但截面尺寸也小，因此也不能忽略。實際計算表明，對應內力矢量和最大的危險相位角是：對截面 9 為 °對截面 16120??為 °對截面 2 為 °301??01??總上所述，對于兩支點三拐曲軸靜強度校核截面通?？稍谙率鰩讉€截面中選取，即危險截面： wCxAzy1234567x890123Bzy圖九 兩支點三拐曲軸的計算截面的選?、?第二曲柄銷中點，相應表 5-7 中的截面 12，對應的危險相位是 、01??。24PD??Ⅱ.長拐的兩個長臂中點，相應表 5-7 中截面 9 和 16，但因兩截面應力值相近，只校核一個就夠了。Ⅲ.輸入端主軸頸的根部（與曲柄 1 相接處） ，此處內力比第Ⅱ曲柄銷中心小，但因直徑尺寸也小，因此要校核，如果此處直徑與曲柄直徑相接近，可不必校核。Ⅳ.接近輸入端主軸頸的第一曲軸的軸頸重疊處，此處內力小于長臂中點截面的內力，但因此處曲柄較薄，也應校核，如果此處曲柄厚度與長臂曲柄厚度接近且重疊度較大時可略去。不論軸頸或曲柄截面，靜強度校核的公式： ??nn????214??式中： ──曲軸材料的對稱彎曲疲勞強度， 。當曲軸材料為 40 或 451?? 2cmkgf號鋼時 234025cmkgf?──危險截面上危險點的正應力， 2ckf──危險截面上危險點的切應力，? mg──計算的安全系數(shù)n──許用安全系數(shù)，通常取 =4.0～6.5????n2. 危險截面應力計算危險截面危險點應力 、 的計算，可分為軸頸（圓形）截面和曲柄（非圓形）??截面幾種形式：①.軸頸截面應力計算兩支點三拐曲軸頸上各截面應力計算有如下特點：沒有軸向力（ ，見表 5-0?B7）繞 Z 軸和繞 y 軸的抗彎斷面模數(shù)相等且與繞 X 軸的抗扭斷面模數(shù)存在這樣的關系：見表（5-8）xwyZ21?曲軸常用斷面幾何特性計算公式截面形狀面積 A)(2cm抗彎斷面慣性距 )(4cJzy抗彎斷面模數(shù) )(3cmZWzy抗扭斷面慣性矩 )(4cJx抗扭斷面模數(shù) )(3cmZx形心至斷面邊緣距離 )(cezy公式24dA??64dzy??32dZwzy??4Jx 163dx??2dz?22cmkgfZMwzy??式中： 、 、 ──分別是校核截面繞 軸繞 軸的彎矩和繞 軸的扭矩yMzx ZX2cmkgf、 ──分別是校核截面繞 軸的抗彎斷面模數(shù)和繞 軸的抗扭斷面模wzZx ZX數(shù)。 1324圖十 曲軸強度校核截面的選取軸頸截面的靜強度校核校核截面截面位置危險相位角 1?計算項目 和內容 符號 單位 參數(shù)選取和計算公式 計算結 果1-1垂直于輸入端主軸0?材料的彎曲疲勞極限1??2cmkgf2500～3400（45 號鋼）許用安全系數(shù) ??n5.4?n繞 軸X的扭矩 xMcmkgf? rTMx )(321?46348.7繞 軸彎y矩 yf??y AEcENtleF?)(1)2(1tl10838.5繞 軸彎Z矩 zMcmkgf? Aycyz NtleF???)(1)2(1tl10245.6抗彎斷面模數(shù) wzZ3cm31DZxwyWZ??2649.375頸主軸頸與曲柄相接處計算安全系數(shù)n 221zyxzMn????60.54材料的彎曲疲勞強度1??2cmkgf2500～3400（45 號鋼）許用安